Проверка работоспособности подшипников по статической грузоподъемности.

Условие работоспособности радиальных роликовых подшипников вала шестерни по статической грузоподъемности:

Р k k C (3.3.25)

где: Р - эквивалентная нагрузка. Для радиальных подшипников Р = F k ,F - максимальная радиальная нагрузка на подшипник: F = Y ; F = Y . k - к-т динамичности (для легковых автомобилей 1,2…2,0). k - к-т беезопасности, при нормальных требованиях 0,8…1,2. k - к-т материала, для роликовых подшипников 1,0.

C - статическая грузоподъемность подшипника:

C = 21,57izlD cosα, (3.3.26)

Проверка на прочность пальца дифференциала.

Момент на корпусе дифференциала: М = М U , (3.3.27)

где: U - передаточное число главной передачи ( U = Z / Z ).

Палец проверяется на смятие и срез. Напряжение смятия:

σ = М /(r d Bi ) 50…80 МПа, (3.3.28)

Касательное напряжение среза:

τ = 4М /( r πd i ) 120 МПа, (3.3.29)

Если проверка покажет, что условие прочности пальца дифференциала не выполняется, то необходимо увеличить либо диаметр пальца d , либо высоту сателлита В, либо и то и другое, а затем провести проверку заново.

Корпус дифференциала отливают из ковких чугунов КЧ 45-6; КЧ 35-10.

Проверочный расчет рулевого управления.

Перечень исходных данных.

1. Радиус рулевого колеса Rрк мм.

2. Сила тяжести, приходящаяся на передние управляемые колеса G₁ Н.

3. Плечо поворота управляемых колес с , мм.

4. Статический радиус колеса rc , мм.

5. Наружный диаметр рулевого вала dнмм.

6, Внутренний радиус рулевого вала dв мм

7. Начальный радиус винтовой линии червяка по наименьшему сечению rмм.

8. Угол наклона винтовой линии β, град.

9. Число гребней ролика n.

10. Угол пятна контакта червяка φ , град.

11. Угол пятна контакта ролика φ ,град.

12. Наружные радиусы червяка и ролика r и r , мм .

13. Число рабочих витков передачи «винт-гайка» n.

14. Число рабочих шариков в одном витке z.

15. Диаметр шарика dш, мм.

16. Диаметр канавки dк, мм.

17. Радиус начальной окружности сектора rсек, мм.

18. Диаметр гидроцилиндра усилителя, Dгц мм.

19. Диаметр вала сошки в опасном сечении, d мм.

20. Длина сошки, С мм.

21. Расстояние от шарового пальца до опасного сечения сошки, q мм.

22. Размеры опасного сечения сошки a и b, мм.

23. Диаметр шаровой головки пальца d , мм.

24. Диаметр шарового пальца dп, мм.

25. Наружный диаметр поперечной тяги d , мм.

26. Внутренний диаметр поперечной тяги d , мм.

27. Длина поперечной тяги l, мм.

28. Наружный диаметр продольной тяги d , мм.

29. Внутренний диаметр продольной тяги d , мм.

30. Длина продольной тяги L, мм.

31. Длина поворотного рычага k, мм/

3.4.1. Расчет рулевого привода

Рулевой привод должен обеспечивать при движении на повороте качение управляемых колес без бокового скольжения. При этом управ­ляемые колеса должны быть повернуты на разные углы, значения ко­торых (без учета угла бокового увода шин) связаны зависимостью:

, (3.4.1)

где: и - углы поворота соответственно наружного и внутреннего колес; M - расстояние между шкворнями; L - база автомоби­ля.

Рис. 3.4.1 Схема рулевой трапеции и схема поворота автомобиля

Кинематическое и силовое передаточные числа рулевого уп­равления определяются:

(3.4.2)

где: αрки αук- углы поворота соответственно рулевого и управля­емых колес; Uωрми Uωрп- угловые передаточные числа соответст­венно рулевого механизма и рулевого привода.

Значение укнаходится в пределах 30-35°, а рк= 540-1080°.

(3.4.3)

где: Uрми Uрп- кинематическое и силовое передаточные числа рулевого механизма и рулевого привода соответственно; Rрк- радиус рулевого колеса, для легковых автомобилей Rрк= 0,2-0,25 м; - момент сопротивления повороту управляемых колес;

где: G₁ -сила тяжести, приходящаяся на передние управляемые колеса; f - коэффициент сопротивления качению (f = 0,02); с - плечо поворота управляемых колес; с = 20-60 мм у легковых автомобилей; с = 60-100 мм у грузовых автомобилей;  - коэффициент сцепления шины с полотном дороги (= 0,8); r- радиус (плечо) скольжения.

где: rc- статический радиус колеса.

Mрк- момент, прикладываемый к рулевому колесу:

(3.4.4)

Ррк- усилие, прикладываемое водителем к рулевому колесу.

(3.4.5)

где: рм- КПД (прямой) рулевого механизма (рм= 0,85-0,9); рп- КПД рулевого привода (рп= 0,85-0,95).

Если Ррк > 250 Н, то необходим усилитель.

Рис. 3.4.2 Зависимость между углами поворота наружного и внутреннего колес автомобиля

Расчет деталей рулевого управления на прочность следует про­изводить, исходя из условного расчетного усилия, прикладываемого к рулевому колесу: Ррк= 400 Н для легковых автомобилей и 700 Н - для грузовых автомобилей.

Расчет рулевого вала.

Рулевой вал нагружается моментом:

(3.4.6.)

Напряжение кручения полого рулевого вала

(3.4.7)

Угол закручивания вала

(3.4.8)

где: dни dв- наружный и внутренний диаметры вала; G - модуль сдвига 85 ГПа (8500 кг/мм2). Материал вала - сталь 20(ЗИЛ), 30, 35, 40, сталь 45 (МАЗ).

Расчет рулевых механизмов.

Глобоидальная пара "червяк - ролик".

Определяется контактное напряжение в зацеплении червяка и ролика.

(3.4.9)

где: Px- осевое усилие на червяке; F - площадь контакта одного гребня ролика с червяком;

n - число гребней ролика.

(3.4.10)

где: r- начальный радиус винтовой линии червяка по наименьшему сечению;  - угол наклона винтовой линии.

Контактная площадь одного гребня ролика с червяком (рис.3.4.3).

(3.4.11)

Рис. 3.4.3 Схема зацепления "червяк-ролик» Материал червяка – стали 35Х, 30ХН3А. Материал ролика – стали 12Х, 18ХГТ.

В передаче "винт-шариковая гайка" расчет производится по условной радиальной наг­рузке Pшна один шарик.

(3.4.12)

где: n - число рабочих витков; z - число рабочих шариков на одном витке;  = 45° - угол контакта шариков с канавками.

Контактное напряжение, определяющее прочность шарика ,

(3.4.13)

где: E - модуль упругости первого рода (E=200 ГПа); dш- диаметр шарика; dк- диаметр канавки; kкр- ко­эффициент, зависящий от кривизны контактирующих поверхностей ( kкр= 0,6-0,8).

Разрушающая нагрузка на шарик Рразрприведена в ГОСТ 3722-81. Для ЗИЛ-130 (диаметр шарика 7,144 мм), Рразр=27500Н, а для МАЗ-500 (диаметр шарика 7,938 мм) Рразр= 33500 Н.

Наибольшие нагрузки в винтовой паре имеют место при неработающем усилителе.

Зубья сектора и рейки рассчитывают на изгиб и контактное напряжение по ГОСТ 21354-87, при этом конусностью зубьев сектора пренебрегают. Окружное усилие на зубьях сектора:

(3.4.14)

где: rсек- радиус начальной окружности сектора; Pж- максимальное давление жидкости в усилителе; Pж= (8-10) МПа; Dгц- диаметр гидроцилиндра усилителя.

Второе слагаемое - для встроенного гидроусилителя.